贵州大学机电一体化课程设计说明书最终版

课程设计设计题目：ZK5125C型立式数控钻床工作台设计课程名称：机电一体化系统设计课程设计学院：机械工程专业：机械设计制造及其自动化姓名：学号：年级：2013 任课教师：2016年12月10日贵州大学本科课程设计诚信责任书本人郑重声明：本人所呈交的课程论文（设计），是在导师的指导下独立进行研究所完成。

课程论文（设计）中凡引用他人已经发表或未发表的成果、数据、观点等，均已明确注明出处。

特此声明。

论文（设计）作者签名：日期：？？？型立式数控钻床工作台设计数据说明第一章 总体方案的确定1.1机械传动部件的选择1.1.1导轨副的选用：要设计的X-Y 工作台是用来配套立式数控钻床使用，需要承重的载荷不大，无切削力（工作台移动中不作切削），设计数据所要求的脉冲当量较小、定位精度一般。

因此，决定选用直线滚动导轨副，它具有摩擦系数小，不易爬行、传动效率高、结构紧凑、安装预紧方便等优点。

1.1.2丝杠螺母副的选用：伺服电动机的旋转运动需要通过丝杠螺母副转换成直线运动，选择滚珠丝杠螺母副，滚珠丝杠螺母副的传动精度高、动态响应快、运转平稳、寿命长、效率高、预紧后可消除反向间隙。

第二章 机械传动部件的计算与选型2.1导轨上移动部件的重量估算2.1.1 Y 方向导轨上移动部件的重量估算按照导轨上面的移动部件的重量进行估算。

包括工件、夹具、工作平台、上层电动机、滚珠丝杠副、直线滚动导轨副、导轨座等，工件的最大质量为800kg ，重量为7840N ，根据参考资料上的实例可以看出，工作台尺寸为230mm×230mm 的除去工件重量的总重量大约为500N ，ZK5125C 型立式数控钻床工作台的尺寸为650mm×300mm ，大约为实例的2倍，也就是除去工件重量的总重量大约为500N ×2=1000N ，所以总的重量为7840N+1000N ≈9000N ，估计重量为9000N 。

2.1.2 钻削力的计算设零件的加工方式为立式钻削，采用硬质合金立钻刀。

工件的材料为碳钢。

立钻时的钻削力计算公式为：F F f K f d C F yF zF =（2-1）式中：f F 为轴向力，单位为N ；F C 为轴向力系数；d 为钻头直径，单位为mm ；Fz 为轴向力指数；f 为每钻进给量，单位为mm/r ；F y 为轴向力指数；F k 为修正系数。

600=F C ，mm d 50=，0.1=F Z ，r mm f /4.0=，7.0=F Y ，1=F K从而求得：NF f 5684125.0256007.01≈⨯⨯⨯=2.1.3直线滚动导轨副的计算与选型①滑块承受工作载荷m ax F 的计算及导轨型号的选取工作载荷是影响直线导轨副使用寿命的重要因素。

本例中的X-Y 工作台为水平布置，采用双导轨、四滑块的支撑形式。

考虑最不利的情况，即垂直于台面的工作载荷全部由一个滑块承担，则单滑块所受的最大垂直载荷为：F GF +=4max （2-2）式中：m ax F 为最大工作载荷；G 为移动部件的重量；F 为外加载荷。

N G 9000=，N F F f 5684== 从而求得：kN N F 934.77934568449000max ≈=+=根据工作载荷kN F 5.18max =，初选直线滚动导轨副的型号为KL 系列的JSA-LG35型，其额定动载荷kN C a 5.32=，额定静载荷kN C a 2.470=。

任务书上规定工作台面的尺寸为650mm ×300mm ，X-Y 方向的加工范围为700mm ×350mm ，考虑工作行程留有一定的余量，选取导轨的长度为：Y 方向为1080mm 。

②距离额定寿命L 的计算上述选取的KL 系列的JSA-LG35型导轨的滚到硬度为60HRC ，工作温度不超过100℃，每根导轨上配有两只滑块，精度等级为4级，工作温度较低，载荷不大。

50)(3max⨯⨯=F C f f f f f L a W R C T H （2-3） 式中：L 为距离额定寿命，单位为km ；a C 为额定动载荷，单位为kN ；H f 为硬度系数；F 为滑块上的工作载荷，单位为kN ；T f 为温度系数；C f 为接触系数；R f 为精度系数；W f 为载荷系数。

0.1=H f ，0.1=T f ，81.0=C f ，5.1=W f ，9.0=R f ，5.32=a C ，934.7max =F 。

从而求得：kmL 40050)934.75.325.19.081.00.10.1(3=⨯⨯⨯⨯⨯=大于期望值50km ，故距离额定寿命满足要求。

2.1.4滚珠丝杠螺母副的计算与选型①最大工作载荷m F 的计算根据任务书所说工作台移动中不作切削，所以滚动丝杠在运动中只需要克服滚动导轨的摩擦力。

G F m μ=（2-4）式中：m F 为最大工作载荷；μ为滚动导轨的摩擦因数；G 为移动部件的总重量。

005.0=μ，N G 9000=从而求得：N F m 459000005.0=⨯= ②最大动载荷Q F 的计算设工作台的最快进给速度min /2000mm ，初选丝杠导程mm P h 5=，则此时丝杠转速hP vn =（2-5） 式中：n 为丝杠转速；v 为最快进给速度；h P 为丝杠导程。

从而求得：min /40052000r n ==。

601060nTL =（2-7） 式中：0L 为滚珠丝杠副的寿命；T 为使用寿命；n 为丝杠每分钟转速。

因为这个机床为数控机床，所以取h T 15000=，min /400r n =。

从而求得：36010150004006060=⨯⨯=L 。

m H W Q F f f L F 30=（2-8）式中：Q F 为最大动载荷；0L 为滚珠丝杠副的寿命；W f 为载荷系数；H f 为硬度系数；m F 为滚珠丝杠副的最大工作载荷。

3600=L ，2.1=W f ，0.1=H f ，N F m 45=从而求得：N F Q 384450.12.13603=⨯⨯⨯=③初选型号根据计算出的最大动载荷和初选的丝杠导程，选择济宁博特精密丝杠制造有限公司生产的G 系列的2005-3型滚珠丝杠副，为内循环固定反向器但螺母式，其公称直径为20mm ，导程为5mm ，循环滚珠为3圈×1列，精度等级为5级，额定动载荷aC 为9309N ，大于QF ，满足要求。

④传动效率η的计算])(arctan[0d P hπλ=(2-9) 式中：0d 为公称直径，h P 为导程，λ为丝杠螺旋升角。

mm P h 5=,mm d 200=。

从而求得，3342014.35arctan'︒=⨯=λ。

)tan(tan ϕλλη+=（2-10）式中：η为传动效率；λ为丝杠螺旋升角；ϕ为摩擦角334'︒=λ，01'=ϕ从而求得，%4.96=η。

⑤刚度的验算⑴X-Y 工作台上下两层滚珠丝杠副的支撑均采用“单推—单推”的方式，丝杠的两端各采用一对推力角接触轴承，面对面组配，因为Y 方向的行程为350mm ，考虑到安装和工作行程应该有一定的余量，所以左、右支撑的中心距离约为450mm ；钢的弹性模量MPa E 5101.2⨯=；查表得，滚珠直径mm D w 175.3=，丝杠底径mm d 2.162=，丝杠截面积422d S π=（2-11）式中，S 为丝杠截面积；2d 为丝杠底径。

从而求得：3212.20642.1614.3mm S =⨯=。

丝杠在工作载荷m F 作用下产生的拉/压变形量ESaF m =1δ（2-12） 式中，1δ为变形量；m F 为工作载荷。

从而求得，mm 45110681.412.206101.245045-⨯=⨯⨯⨯=δ ⑵根据公式30-=wD d Z π（2-13）式中，0d 为丝杠的公称直径；w D 为滚珠直径；Z 为单圈滚珠数。

mm d 200=，mm D w 175.3=。

从而求得：173175.32014.3=-⨯=Z ；该型号丝杠为单螺母，滚珠的圈数×列数为3×1，代入公式：∑Z =Z×圈数×列数，得滚珠总数量∑Z =45个，丝杠预紧时，取轴向预紧力31mY F F =（2-14） 式中，1Y F 为轴向预紧力；m F 为工作载荷。

从而求得，N F Y 153451==。

求滚珠与螺纹滚道之间的接触变形，因为丝杠有预紧力32210/100013.0∑=Z F D F YT w mδ（2-15）式中，2δ为滚珠与螺纹滚道之间的接触变形；m F 为工作载荷；w D 为滚珠直径；∑Z 为滚珠总数量；YJ F 为预紧力。

从而求得：()mm 432210746.2104515175.310450013.0-⨯=⨯⨯⨯⨯=δ。

因为丝杠有预紧力，且为轴向力的1/3，所以实际变形量可减少一半，取mm 4210873.1-⨯=δ。

⑶将以上算出的1δ和2δ带入21δδδ+=∑，求得丝杠的总变形量（对应跨度为550mm ）m μδ6554.010873.110681.444=⨯+⨯=--∑本任务中，在Y 方向，丝杠的有效行程为350mm ，由表中可知，5级精度滚珠丝杠有效行程在315mm —400mm 时，行程偏差允许达到25m μ，可见丝杠刚度足够。

⑥压杆稳定性校核22Ka EIf F k k π=（2-16）式中，k F 为临界载荷；k f 为丝杠支撑系数；K 为压杆稳定安全系数；a 为滚珠丝杠两端支撑间的距离；I 为界面惯性矩。

1=k f ，3=K ，mm a 450=，444217.3379642.1614.364mm d I =⨯==π，5101.2⨯=E 。

从而求得，N F k 1152450317.3379101.214.314.3125=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=，远远大于，N F m 55=，故丝杠不会失稳。

综上所述，初选的滚珠丝杠副满足使用要求。

2.1.5步进电动机减速箱的选用首先假设传动比为1，因为这样能够简化结构，增加可靠性，提高传动效率。

δα360hP i =（2-17） 式中，i 为传动比；α为初选电机的步距角；h P 为滚珠丝杠的导程；δ为脉冲当量。

假设让1=i ，从而求α步距角的值。

01.036051⨯⨯=α解出了：︒=72.0α。

2.1.6步进电动机的计算与选型 ①总转动惯量总J 的求解总J 主要包括电动机转子的转动惯量，减速装置，滚珠丝杠以及移动部件等折算到电动机转轴上的转动惯量。

因为传动比为1，所以没有减速装置，即移动部件丝杠转子总J J J J ++=⑴丝杠J 的求解：2344022555.0321085.745214.33222cm kg l d r v mr J •=⨯⨯⨯⨯==⨯==-ρπρ丝杠式中，0d 为丝杠的公称直径；l 为丝杠的长度；ρ为密度。